3. Расчет плоскоременной передачи Исходные данные:

P₂ = 2.88 кВт; P₃ = 2,79 кВт; Т₂ = 114,6 Н∙ м; Т₃ = 499,1 Н∙ м;

ω₂ = 25,12 1/с; ω₃ = 5,59 1/с; n₂ = 240 об/мин; n₃ = 53,5 об/мин;

u₂ = 4,49

Назначаем материал зубчатых колес: для шестерни – сталь 40 ХН улучшенная, твердостью 295 НВ, для которой допускаемое контактное напряжение =540 МПа. Допускаемое напряжение при изгибе=465 МПа [2, с.181]; для колеса – сталь 40 ХН нормализованная, твердостью 250 НВ, для которой=466 МПа,=425 МПа [2, с.182]. Общее допускаемое контактное напряжение для зубчатых колес в прямозубой передаче==466 МПа

1.Межосевое расстояние

а=к_а*(U₂+1)*, мм

где Т₃, Н*мм;

, МПа

к_а – числовой коэффициент: для прямозубчатой передачи к_а=49,5

- коэффициент ширины венца зубчатого колеса, принимаем =0,5 [1,с.30]

к_в – коэффициент распределения нагрузки по длине зуба, принимаем в зависимости от коэффициента

[2, т.9.11]

к_в=1,07

а=49,5*(4,49+1) *271,8271,8*=169,9 мм

2.Принимаем межосевое расстояние по ГОСТ а = 180 мм.

3.Назначаем число зубьев шестерни Z₁=23 (рекомендуемые значения Z₁=17-35), тогда число зубьев колеса

Z₂ = Z₁* U₂= 23*4,49=103

4.Назначаем угол наклона зуба

Для прямозубой передачи

5.Модуль зацепления передачи

m=, мм

m=мм

Округляем модуль зацепления по ГОСТ m=3.

6.Основные размеры шестерни и колеса

Диаметры делительных окружностей

- для шестерни:

d₁=m*Z₁/cos

d₁=3*23=69 мм

- для колеса:

d₂=m*Z₂/cos

d₂=3*103=309 мм

Диаметры выступов зубьев

- для шестерни:

d_а1= d₁+2m

d_а1=69+6=75 мм

- для колеса:

d_а2= d₂+2m

d_а2=309+6=315 мм

Диаметры впадин зубьев

- для шестерни:

d_f1= d₁-2,5m

d_f1= 69-7,5=61,5 мм

- для колеса:

d_f2= d₂-2,5m

d_f2= 309-7,5=301,5 мм

Ширина венца зубчатых колес

- для колеса:

в₂=

в₂=0,5*169,9=84,95 мм

- шестерни:

в₁=в₂+5=84,95+5=89,95 мм

7.Окружная скорость передачи

V=м/с

Где d₁, м

n₁, об/мин

V=

8.Степень точности передачи в зависимости от окружной скорости и вида передачи

S= [2, т.9.9]

9.Проверочный расчет передачи на контактную прочность

МПа

Т₃, Н*мм

d_2, в₂, мм

к_а – коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями:

для прямозубых передач к_а = 1

к_z - коэффициент, учитывающий механические свойства зубчатых колес

для прямозубых передач к_z=487

== 413,2 МПа

10.Конструктивные размеры ведомого зубчатого колеса

- Толщина зубчатого венца

= (2,54)*m

=4m=12 мм

- Толщина диска

С=(0,20,3)*в₂

С=0,3*в₂=0,3*84,95=25,4

- Диаметр вала под зубчатым колесом

d= мм

где Т₂, Н*мм

[] =25 МПа – допустимое напряжение при кручении

d= == 46,3мм

- Диаметр ступицы колеса

d_ст=1,6*d=1,6*46,3=74,08 мм

- Длина ступицы колеса

L_ст=(1,21,5)d (должно выполняться условие L_ств₂)

L_ст=1,5*46,3=69,45 мм

Принимаем L_ст=70 мм.

- Размер фаски под вал

n = 3 мм [2, т. 14.7]

- Размер фаски колеса

n₁=0.5m = 0.5*3=1,5 мм

- Диаметр расположения облегчающих отверстий принимается конструктивно, принимаем D₀= мм

- Диаметр облегчающих отверстий принимается конструктивно, принимаем d₀= мм